第三章 汽轮机的变工况特性-第二节 级与级组的变工况特性

第二节 级与级组的变工况特性

在了解喷嘴与动叶的变工况特性后，就可分析级与级组的变工况特性。

一、级内压力与流量的关系

分级内为临界工况与亚临界工况两种情况来讨论。 1．级内为临界工况

级内的喷嘴叶栅或动叶栅两者之一的流速达到或超过临界速度，就称该工况为级的临界工况。。

1)级的工况变化前后喷嘴流速均达到或超过临界值时，不论动叶中流速是否达到临界值，此级的流量与滞止初压或初压成正比，与滞止初温或初温的平方根成反比，即

01

001

01

0000

01

1T T P P T T P P G G c == （3.2.1） 若不考虑温度变化，则

00100

011p p

p p G G C c == （3.2.2）

2）级的工况变化前后喷嘴流速均未达到临界值而动叶内流速均达到或超过临界值时，只要采用动叶的相对热力参数，喷嘴变工况的结论都可用在动叶上，故

11

1

111

11

0101

011

1T T P P T T p p G G c c == （3.2.3） 若不考虑温度变化，则

11101

111p p

p p G G c c == （3.2.4）

若冲动级动叶顶部采用曲径汽封，则叶顶漏汽量极小，漏汽效率近于[]491，其他情况下叶顶漏汽也不大。为了简化，可以认为喷嘴流量等于动叶流量，这时喷嘴在设计工况和变工况下的连续方程可写成

c n n G p A μ=

1c n n G p A μ=由于喷嘴在设计工况和变工况下处于亚临界工况，故斜切部分没有偏转，喷嘴出口面积n A 不变。将上两式相比后代入式(3．2．3)得

1c c G G

==

≈对于动叶处于临界工况的凝汽式汽轮机末级是可行的，

例如流量增大20％时，其误差小于0.24％。则上式变为

01

01

0010000

01

1T T P P T T p p G G c c == （3.2.5） 若不考虑温度变化的影响，则

00100

011p p

p p G G c c == （3.2.6）

可见级处于临界工况时，级的流量与滞止初压或初压成正比，与滞止初温或初温的平方根成反比；若不考虑温度变化，则流量只与滞止初压或初压成正比。

2．级内为亚临界工况

若级内喷嘴和动叶出口汽流速度均小于临界速度，则称该级工况为亚临界工况。这时级的喷嘴出口连续方程为

t n n t c A Gv 11μ=

设00c ≈，则1t c =

n n G A μ?= ? （3.2.7） 式(3．2．7)括号中的数值表示级的反动度为零时流过该级喷嘴的流量'G ，

这时喷嘴出口理想比容'

2t v 是由状态点0p 、0t 等比嫡膨胀到2p 的比容。若这时喷

嘴出口速度仍小于临界值，则全级肯定是亚临界工况，那么

'0.648c G G A β== 代入式(3.2.7)得设计工况为亚临界工况的流量方程：

0.64G A =同理，可写出工况变为亚临界工况的流量方程：

10.648G A = 两式相比，并考虑：

1) 亚临界工况下比容变化较小，经许多计算表明

())''

1211121t t t t v v v v ≈

2)

=

=

3)

()()()()()()()()()

2

2

2201211012101012122222

0121012101212

22

0121012121c c nc nc nc nc nc p p p p p p p p p p p p p p p p p p p εεεεε---=---=-----=---- 4) 令1m m m ?Ω=Ω-Ω，则

01

2202

22022101221201111)

1/()()()1/()()(T T p p p p p p p p G

G m m

nc nc nc nc Ω-?Ω---------=εεεε （3.2.8） 这是级的亚临界工况计算中的一个比较准确的公式。只有()()''

1211121

t t t t v v v v ≈带来误差，但很小。所没00c ≈，只是为了将0

0p 、00T 用0p 、0T 代替，不会带来误差。若00c ≠，则可用00p 、00T 代替0p 、0T 来计算。该式也可用来对凝汽式汽

轮机最末几级的小容量流量工况进行某些计算。

近似计算中可对式(3.2.8)作两点近似假定：①工况变动时，反动级的反动度基本不变，冲动级的速比变化不大时，反动度变化较小，故可设0m ?Ω≈；②亚临界级的

2

p p 较大，)(20p p -较小，对于冲动级，0222()p p -是2

02()p p -的几倍或十几倍，对于反动级倍数更多，故可同时忽略式(3.2.8)大根号内分子、分母的第二项。

则式(3．2．8)简化为

01

22202212011T T P P P P G

G

--=

（3.2.9）

若不考虑温度变化，则

2

2

20221

2011

P P P P G

G --= （3.2.9a ） 虽然设0m ?Ω≈与忽赂大根号中分子、分母第二项的作用之间互有补偿，但并末完全抵消。故式(3.2.9)与式(3.2.9a)都是近似式。我们通过对BP —25型[]13冲动式背压式汽轮机进行的全机变工况计算机详算发现，在流量比设计值小30％时，用式(3.2.9)的误差为3.14％，流量偏离设计值越近，误差越小。

二、级组压力与流量的关系

流量相等而依次串联排列的若干级称为级组。当级组内各级的汽流速度均小于临界速度时，称级组为亚临界工况；当级组内至少有一列叶栅(如某一级的喷嘴或动叶)的出口流速达到或超过临界速度时，称级组为临界工况。级组压力与流量的关系也要分临界与亚临界两种工况来讨论。

1．工况变化前后级组均为临界工况

在各级通流面积不变的条件下，处于亚临界工况的级组，若级组前后压差由小变大，则各级流量和流速也要增大，这时一般是级组内最后一统最先达到临界速度，因为后面的级的比容较大，其平均直径往往比前而的级要大，若相邻两级的速比和反动度基本相同，则后一级的比焓降较大，也就是最后一级的比焓降往往最大，流速也常最大；然而，最后一统的蒸汽绝对温度量低，当地音速最小，因此最后一级常最先达到临界速度。

亚临界工况级组中某一级(一般是最末级)的喷嘴或动叶的汽流速度刚升到临界速度时，级组前后的压力比称为级组临界压力比，以nc ε表示，级组背压g p 称为级组在初压0p 下的级组临界压力，以gc p 表示，这时的流量为级组的临界流量，仍以c G 表示。

若变工况前后级组的末级都是临界工况，则

1

1

1z z

z

z c T T p p G G =

式中 Z z T p ,——设计工况下末级级前压力和热力学温度； 11,z z T p ——变工况下末级级前后压力和热力学温度。

再对倒二级的动叶和喷嘴、倒三级的动叶和喷嘴、……依次采用由式(3.2.3)推导式(3.2.5)的方法，并设

1

≈≈≈ 式中()1z T -、()11z T -——设计工况与变工况下倒二级级前绝对温度。 则

1C c G G = （3.2.10） 式中 00,T p ——级组前后设计工况下的压力和绝对温度； 0101,T p ——级组前后变工况下的压力和绝对温度。 若不考虑温度变化，则

01

1p p G G c c = （3.2.11） 可见级组为临界工况时，级组流量与级组前压力成正比，与级组前绝对温度的平方根成反比，若不考虑温度变化，则级组流量只与级组前压力成正比。

2．工况变化前后级组均为亚临界工况

图3.2.1(a)是斯托陀拉实验所得的级组蒸汽流量与初压0p 、背压g p 的关系曲线，每一条曲线表示级组在某一初压0p 下的背压与流量的关系。只是由于级组中有若干列喷嘴和动叶，故同一初压下的级组临界压力gc p 必然比喷嘴临界压力

c p 小很多。期托陀拉实验的级组有8级，级组临界压力比06.0=gc ε。

为简化计算，设级组内级数为无限多，则级组临界压力gc p =0，图3．2．1(a)中的直线OB 与纵坐标轴OA 重合，如图3．2．1(b)所示，各条曲线都变为中心在原点的椭圆曲线。把图(b)中的任意一条曲线视为设计工况下0p 的曲线，则有

2201g c c p G G

G p G ????+===

? ?????或再把图(b)中另一条曲线看作变工况下01p 的曲线，则有

01

220212011T T p p p p G

G

g

g --=

（3.2.12） 若不考虑温度变化，则

22021

2011g

g p

p p p G

G

--=

（3.2.13）

式(3．2．12)和式(3．2．13)就是著名的弗留格尔公式，是级组在亚临界工况下的级组流量与压力的近似关系式。对于式(3.2.13)，若初压不变(01p ＝0p )，则流量与背压为椭圆关系，即式(3.2.13)变为椭圆方程；若背压不变(1g p =g p )，则流量与初压为双曲线关系，即式(3.2.13)变为双曲线方程。

显然，级组内级数越多，同一0p 下的临界压力gc p 相对地越接近于零，应用弗留格尔公式计算的误差越小；反之，误差越大。不论级组内级数多少，在设计工况下应用弗留格尔公式时，01p =0p 、1g p =g p 及001T T =，必然使G G =1

，因

此没有误差。偏离设计工况越近，误差越小；反之，误差越大。当1g p =01p ，时，

01=G ，弗留格尔公式的计算误差也为零。

斯托陀拉流量实验很早，为了验证其正确性，我们对BP —25型背压式汽轮机进行了全机变工况的计算机详算。计算表明，弗留格尔公式是近似公式，级组内级数越多，偏离设计工况越近，误差越小。对于BP —25型汽轮机员末两级组成的级组，在流量比设计值减小30％以内时，用弗留格尔公式计算的误差在2.6％以内，表明偏离设计工况较近时，即使级组内级数很少，仍可用弗留格尔公式近似计算。此外，在进行BP —25型背压式汽轮机的全机变工况计算机详算时发现，亲速利用系数改变后，弗留格尔公式的计算误差也要改变，这是因为计算机详算是以喷嘴、动叶出口连续方程为基础的，余速利用系数改变后，h-s 图上的全机热力过程线有所变动，使各列动静叶栅出口比容变化，必然引起喷嘴、动叶出口连续方程的计算结果改变。然而弗留格尔公式对亲速利用系数、损失、效率和比容等影响喷嘴、动叶出口连续方程计算结果的许多变化因素不可能都体现，因此弗留格尔公式只能是一个近似公式。

三、各级组的0p -G 曲线

现在根据压力与流量的关系画出级组的0p —G 曲线 1．凝汽式汽轮机非调节级各级组

除很小容量的机组外，凝汽式汽轮机末级在设计工况下一般都处于临界工况。末级为临界工况时，若能依次把末级、倒二级看成一级组，再把末级、倒二级、倒三级看成一个级组，……，直到全部非调节级看成一个级组，且忽略温度变化，应用级组前压力与流量成正比的关系，则得出各非调节级级前压力0p 与流量都成正比关系。图3.2.2(a)所示是东方汽轮机厂生产的N 200—12.7／535／535型汽轮机第l 8段回热抽汽压力(以曲线1 8表示)和凋节级后压力(以曲线0表示)与全机总流量G 的关系曲线；图3.2.2(b)、(c)所示是上海汽轮机厂生产的N300—16.2／550／550型冲动式汽轮机与哈尔滨汽轮机厂生产的600Mw 反动式亚临界凝汽式汽轮机的第l 8段回热抽汽压力(曲线1 8)与G 的关系曲线。这些曲线在G ＞()min c G 的区域成为直线，各直线段均表明压力与流量成正比。()min c G 是

末级最小临界流量。当全机流量G 由最大值下降时，末级0p 与G 成正比下降，如图 3.2.3AB 段所示。设末级后压力c p 不变，当G 下降到末级最小临界流量

()min c G 后，由于比焓降减小，末级由临界工况转为亚临界工况。G 继续下降，末

级前的0p —G 关系与各级组的0p —G 关系均应按弗留格尔公式计算，末级0p 沿双曲线变化，如图3.2.3中BC 段与图3.2.2(b)、(c)中曲线8左侧大半段所示。同理，末级与倒二级、末级与倒二、倒三级组成的级组的0p —G 关系也是双曲线关系，如图3.2.2(a)曲线8与图3.2.2(b)、(c)曲线7左侧所示。

对于倒数第三级之前的各级到末级所组成的各级组，级组前01p 往往是1g p 的

十倍以上，同时忽略221

g

g p p 与，又经开方，误差很小，因而22021

2011g

g p

p p p G

G --=

变为

01

1P P G G =，可见倒数第三级之前各级的01p ，即使在末级临界工况下，也与1G 成

正比。如图3．2．2中G ＜()min c G 区域的曲线l 6与图3.2.2(a)中的曲线7所示。

然而在流量很小处，若01110g p p <许多，则不宜忽略11g p 与1

g p ，0p —G 关系应按

双曲线变化，因而在理论上曲线l 6最下端也像图3.2.2(b)、(c)的曲线7那样，稍向上弯曲，数值太小，不易画出。实际上，由于在小流量工况下，锻炉燃烧不易稳定，各级摩擦鼓风热量可能造成低压级温度过高以及末级动叶发生颤振等问题，汽轮机通常不允许在流量小于30％设计值时长期运行，因此在实用变工况范围内，倒二级前各级0p 都近似地与G 成正比，如图3.2.2所示[除(b)和(c)中曲线8以外的所有曲线]。

级组内各级流量相等是推导和实验求得级组0p —G 关系的前提。各种电站汽轮机一般都有回热抽汽，回热抽汽口前后级的流量不同，严格地说不能把回热抽汽口前后的级放在同一级组内。但若回热抽汽只供加热本机凝结水用，虽各段回热抽汽量不与总流量成正比，可是大多与总流量

G 同方向增减，因此仍可近似地把回热抽汽口前后的级放在同一级组内来应用压力与流量关系式，误差不会太大。图3.2.2所示的三台汽轮机，都有八段回热抽汽。当各个加热器都投运时，各抽汽口的压力与总流量的关系如图所示。此图是根据这三台汽轮机的定压运行数据画出的，只有()min c G 是编者估算的。由图可见，把回热抽汽口前后各级划在一个级组内，仍可应用级组0p —G 关系式进行近似计算、分析或估算。图3．2．2(a)所示的汽轮机，运行时基本上没有厂用抽汽，各工况点均较好地落在各条曲线上；图3.2.2(b)所示汽轮机有少量厂用抽汽，除两三点外，其余各工况点也较好地落在各条曲线上；600 Mw 反动式凝汽式汽轮机的厂用抽汽多一些。

定压运行再热机组的流量变化后，中压缸进汽温度1r t 仍应达设计值，即使低负荷时1r t 稍低，但相差不大，

1≈，

故中压缸进汽压力仍与流量成正比。

因此，高压缸调节级后汽温变化对中低压缸压力与流量的正比关系不会有影响。 2．背压式汽轮机非调节级各级组

背压式汽轮机的排汽压力大多高于大气压力，排汽比容较小，末级直径较小，末级比焓降也就较小，流速较低；由于排汽压力较高，排汽温度也就较高，当地音速较大，故设计工况下背压式汽轮机的末级一般处于亚临界工况。因此，其非调节级的0p -G 关系只能按弗留格尔公式计算。若排汽压力基本不变，则0p -G 关系为双曲线关系。

调节抽汽式汽轮机调节抽汽口的压力是基本不变的，且大于大气压力，故抽汽口的各级也都处于亚临界工况，其0p -G 关系也是双曲线关系，是与背压式汽轮机相仿的。图3.2.4所示是苏制B ∏T —25型两次调节抽汽式汽轮机高压缸的0p —G 关系实测曲线，每根都是近似双曲线。背压式汽轮机非调节级的实测0p —G 关系与图3.2.4类似。

四、压力与流量关系式的应用

1．应用条件

1)在推导和实验求取压力与流量的关系式时，都规定了工况变动前后通汽面积不变，因此应用这些关系式时，也必须保持设计工况和变工况下通汽面积不变。若因结垢或腐蚀等使变工况下通汽面积有了改变，则应进行修正，即

01

0001

1

T T p p a G G = （3.2.14）

1G G = （3.2.15） 式中 a ——变工况下与设计工况下的通汽面积之比。

由上两式可见，若级组通流部分结垢(a ＜1)，则同一流量1G 下，01p 必然升高；若通流部分腐蚀(a ＞1)，则同—1G 下，01p 必然降低。

对于调节级，只有当第一调节汽门开大或关小而其他调节汽门均关闭时，通汽面积才不变，才可把调节级包括在级组内。若调节级在变工况过程中多开了

或关闭了一个调节汽门，则改

变了通汽面积，就不能包括在

级组内，也不能对调节级单独

应用流量与压力的关系式进

行计算。

2)级组内各级流量相同是

推导和实验求取压力与流量

关系式的又一个前提。对于只

有回热抽汽的级组本节已述

及。对于有大量抽汽供取暖、

动力或其他厂用抽汽的回热

抽汽口两侧，及调节抽汽式汽

轮机(详见本章第八节)的供

热抽汽口两侧，都必须分作两个级组。

3)流过级组内各级的蒸汽应是一股均质流。然而对于调节级，多数工况下是流过两股初压不同的汽流(详见本章第三节)，级前压力既不能采用较高的初压，也不能采用较低的初压，所以这种工况下，整个调节级不能包括在级组内，其流量也不能单独地用级的压力与流量的关系式进行计算。但调节级的某个喷嘴组及其后动叶可以看成级，其压力或流量计算可应用级的压力与流量关系式。

由于许多工况下调节级都不能包括在级组之内，常使汽轮机的初参数不能作为已知量参与运算，故级组常从未级算起，以便把排汽参数作为已知量参与运算。

2．用于分析运行问题

压力与流量的关系式除如上述用于计算外，还可用于分析运行间题等。现举几个分析事故原因的例子。

1) 某台一次再热超高压凝汽式汽轮机的功率突然下降40％，此时机组无明显振动，机组参数变化如表3．2．1所示，负导表示降低。功率降低后，一些参

数又基本稳定不变，各监视段压力近似成比例降低。

表8．2．1 故障汽轮机参数变化表

分析原因：调节级后压力和中间再热后压力降低，表明蒸汽流量变小，这由给水流量也相应变小而证实。由于各监视段压力与流量近似成正比，故可以认为各非调节级的工作是正常的。流量的突降是调节级或调节级之前的通流部分故障所致。

由于通流部分故障并来引起机组振动情况的改变，因而可以认为流量突降不是转动部分的机械损坏所致。调节级喷嘴、动叶损坏常使流量增大，调节级叶片断落可能使非调节级第一级喷嘴堵塞而使调节级后压力升高。但上述情况均与事实相反，因此不大可能是调节级的损坏。

调节汽门阀杆断裂将使汽门一直处于关闭或近于关闭的位置。为了判断故障，移动油动机，提起阀杆，在第一调节汽门应该开大的范围内，发现流量并不增大，表明这一阀门动作失灵。

停机检查，结果是第一调节汽门阀杆断裂。

2)一超高压汽轮机在远行21个月后发现功率不断下降，已持续了一两个月。分析每天数据，发现功率是以不变的速率下降的，而不是突降的。与21个月前的运行数据相比，变化情况如表3.2.2所示。

分析原因：调节级后压力增加21.2％，既然不是由于流量增加，那就只能是由于非调节级通流部分堵塞。由于这种堵塞是稳定增加的，故不是机械损坏所致，极大的可能是通流部分结垢所致。又因为高压缸效率大为降低，故可能是高压缸结垢。

开缸检查，结果发现高压缸通流部分严重结垢，垢的成分中不少是铜。

3)某机三年运行数据表明，在调节汽门的同一开度下，功率是渐渐增加的，

三年前后的同一调节汽门开皮下的运行数据之差如表3．2．3所示。在

发现上述问题后，曾进行试验，证明在各个调节汽门的不同开皮下，功

率都变大。

表3.2.2 故障汽轮机参数变化表(二)

表0．2

．8 故髓汽轮机参数变化表(三) 分折原因：功率增加，流量必然增加。从调节级后各处压力基本上正比于

流量增加来看，调节级以后各级的工作是正常的，那么功率变大就可能是调节级或调节级之前通流面积增大所致。各个调节汽门开度下功率(蒸汽流量)都变大，估计不应是调节汽门的问题，因为不可能几个调节汽门都同时发生问题。较大可能是调节级通流面积变大。这就有三种可能：①调节级喷嘴腐蚀；②调节级叶片损坏；③调节级喷嘴弧段漏汽。若是后两种情况，则高压缸效率要大大降低。但并未大大降低，故多半是调节级喷嘴腐蚀。

开缸检查，结果是第一、二、三喷嘴组的喷嘴出口边腐蚀严重，调节级动叶腐蚀较轻。

五、级的比焓降和反动度的变化规律

了解级组的0p —G 关系后，就可分析级的比焓降变化规律。固定转速汽轮机的反动度变化是比焓降变化引起的，故归并在一起介绍。

1．级的比焓降变化规律

设计工况下和变工况下级的理想比焓降可表示为

()120011t p h R T p κκκ

κ-??

?????=- ?

-??????

（3.2.16） ()1211010111t p h RT p κκκ

κ-???????=- ?

-??????

（3.2.17） 1) 凝汽式汽轮机处于韧压、背压均与流量成正比区域的非调节级，其每级级前压力之比

G G p p 1001=，每级级后压力就是下一级级前压力，则G

G

p p 1221=，得001221p p p p =，既0

20121p p

p p =。以此代入式(3.2.17)后，再与式(3.2.16)相比得

01

1T T h h t t =

?? （3.2.18） 若010T T =，则1t t h h ?=?。即凝汽式汽轮机初压、背压均与流量成正比的非调节级，流量变化时级的理想比焓降基本不变。

对于凝汽式汽轮机的最末一级，在min )(c G G ≥处，虽0p 正比于G ，但背压P c 不与G 成正比，若C P 不变，则流量增大，t h ?增大：反之，流量减小，t h ?减小。当min )(C G G ≤时，末级0p 与G 的关系为双曲线关系，G 下降时t h ?减得稍慢。

凝汽式汽轮机的韧压、背压均与流量成双曲线关系的最后几级，其理想比焓降变化规律与背压式汽轮机相同。

2）背压式汽轮机的非调节级在忽略0T 变化影响时，由弗留格尔公式可得变工况下级前压力：

2

2222

101

1

()g g G p p p p G ??

=+- ???

级后压力就是下一级的级前压力，可用1G

G

=

求得

2

2222

121

1

2

()g g G p p p p G ??

=+- ???

则

2101

p p ==

（3.2.19）

将式(3.2.17)与式(3.2.16)相比得

()()()()()11210110121

100120111t t p p h T p B h T p p p κκκκκκ

---??-?????==- ????-????

式中，()1201001p B T T p κκ-??

????=- ?

??????， 由于2p 、0p 是设计值，为定值，故若010T T ≈则B 是一个常数。将式(3.2.19)代入上式得

}])

()(

[1{)1(21212202

1212221K

K g g g g t t G G P P P G G p p p B h h -+-+--=?? （3.2.20） 式(3.2.20)中B 、0p 、g p p ,2都是定值，1g p 或等于g p 或在某一不大范围内变动，故背压式汽轮机非调节级理想比焓降的变化主要决定于流量变化。出了背压式汽轮机非调节。由图和式(3.2.20)都可看出，流量变化越大，级的理想比焓降变化也越大；流量变化时，0p 和2p 都比g p 大得较多的级，t h ?变化较小，0p 和2p 与g p 接近的级，t h ?变化较大，末级t h ?变化最大。

上述结论对调整抽汽式汽轮机的调整抽汽口之前各级及末级为亚临界的凝汽式汽轮机最后几级也适用。

2．级的反动度的变化规律 由图1.6.2可见，在喷嘴与动叶出口面积比已制造好的情况下，级

的反动度变化主要是速比变化引起的，也受级的压比2ε变化的影响。固定转速汽轮机圆周速度不变，只有级的比焓降变化，才会引起速比变化，因此固定转速汽轮机的反动度变化主要是由级的比焓降变化引起的。

当t h ?减小即速比a x 增大时，111c c <，如图3.2.6(b)中虚线所示，由于u 不变，故111ββ>，1w 减为11w ，动叶进口实际有效相对速度为11111cos()w ββ-。由图明显地可以看出，

111111111

cos()w c w c ββ-<

。

21w =，是由动叶进口有效相对速度11111cos()w ββ-与动叶比焓降1b h ?共同产生的，若反动度不

变则上述不等式关系将使212111w w c

c <。但喷嘴出口面积n A 与动叶出口面积小

b A 都未变，故喷嘴叶栅中以11

c 流出的汽流，来不及以21w 的速度流出动叶栅，这就在动叶汽道内形成阻塞，造成动叶汽道与叶栅轴向间隙中压力升高，也就是使反动度增大。

反动度增大将使11c 减小，使21w 增大，从而减轻动叶栅汽道的阻塞。反动度增大还将使11v 比m Ω不变时为小，抵消了11c 减小的部分作用。但当11c 小于临界速度时，11v 的变化率小于11c 的变化率(见图1.2.3)，仍使11c ／11v ，减小；若11c 大于临界速度不多，则11v 的变化率虽略大于11c 的变化率，但两者仍差不多。然而反动度变化对21v 基本上没有影响，故21w 增大的影响未被抵消，仍可减轻

212111w w c <所引起的矛盾。当反动度增大到一定程度，使得

111121

21n b A c v A w v G == （3.2.21）

则反动度自然不再增大，达到了平衡。

同理，t h ?增大即a x 减小时，由图3.2.6(b)可见，

1111111

11

cos()w c w c ββ->

，因而212111w w c c >故反动度必然降低。

由图1.6.2可见，当面积比f 一定、t h ?变化使a x 变化时，Ω设计值较小的级，Ω变化较大；Ω设计值较大的级，Ω变化较小，其原因在于级的设计反动度很

小时，2w 主要决定于1w ，b h ?对2w 的影响很小，当t h ?变小时，汽流进入动叶的实际有效相对速度减小，这就必须靠反动度增大较多，才能使21w 增大到满足式(3.2.21)的程度。当级的设计反动皮接近0.5时，2w 主要决定于b h ?，受1w

的影响

比较小，111111cos()w w ββ-与111c 虽仍相差较大，但212w w 与111c c 比较接近，故反动度变化微小就能满足式(3.2.21)。

反动度的变化规律是：级的比焓降增大，即速比a x 减小时，反动度减小；级的比焓降减小，即速比a x 增大时，反动度增大。设计反动度较小的级，比焓降变化时反动度变化较大；反之，变化较小，反动级的反动度基本不变。反动度变化的数量可由图1.6.2查得，或用式(1.6.9)试算求得。

对于凝汽式汽轮机末级，在蒸汽流量G 不变且动叶出口流速已超过临界速

度的条件下，若排汽压力c p 下降，则b h ?增大而0n h ?不变，这是因为末级动叶前压力1p 与动叶临界流量成正比，流量不变则1p 不变，末级喷嘴前滞止压力00p 与级的临界流量成正比，流量不变则00p 不变．故b h ?增大而0n h ?不变。即级的比焓

降增大时反动度增大。若c p 上升，同理，级的比焓降减小而反动度减小。对于调节级，当动叶流速超过临界速度时，也会如此。

六、撞击损失

设计工况下，汽流进入动叶栅的相对运动方向角1β与动叶几何进口角g 1β一致，汽流能平滑地进入动叶。级的比焓降改变时，由图3.2.6可见，t h ?减小，11β＞1β；t h ?增大，11β＜1β，都会使汽流进入动叶的相对运动方向改变，从而使动叶附面层厚度改变， 叶型损失增加，这一附加损失称为撞击损失。早期透天原理中认为这一损失由撞击产生，因而得名。实际上这一损失是由附面层的变化引起的。1β的变化量以冲角(或称损击角)θ表示，则

θ=1β—11β （3.2.22）

1β＞11β时θ为正，称正冲角；1β＜11β时θ为负，称负冲角。

撞击损失1βδh ，按叶栅试验数据计算。缺乏试验资料时按近似公式计算： ()12

111sin 2

h w βδθ=

（3.2.23） 上式表示与动叶进口有效相对速度方向相垂直的分量11sin w θ全部损失掉。

目前常用的新叶型，其动叶进口边做成圆弧形，且背弧的入口都分呈曲线形，从而减弱了叶片对汽流相对进汽角的敏感性，扩大了最佳进汽角的范围，减少了撞击损失。因此，当1β角变化不大时，可以不考虑此项损失。

七、各级0p 、t h ?、m Ω 、a x 、i η、i P 的变化规律

1．凝汽式汽轮机非调节级

1)末级是临界工况时，若忽略0T 变化的影响，则流量G 由设计值减小时，各级Po 正比于G 减小，阵末级外各级t h ?均不变，m Ω与a x 也都不变。处于过热蒸汽区的各级，级内损失都不变，级的内效率i η也不变，各级内功率i P 只正比于G 减小。处于湿蒸汽区的级，干度变化使湿汽损失变化，引起i η变化，除末级外各级的内功率只正比于G i η而减小。对于末级，设排汽压力Pc 不变，当G 减少时t h ?减小；由于较大功率的凝汽式汽轮机末级m Ω。都很大，是反动级，故m Ω基本不变；t h ?减小便a x 增大，i η降低；只正比于G i h ?i η下降。

G 增大时各级各参数的变化规律，请同学们自行归纳。

2)末级为亚临界工况时，只有最后两、三级的变化规律与背压式汽轮机非调节级相同，其余各级均与上面所述临界工况相同。

2．背压式汽轮机非调节级

末级一般为亚临界工况，忽略0T 变化，当G 由设计值增大时，各级0p 按双曲线上升。设末级排汽压力不变，各级t h ?都增大，但越是前面的级增加得越少，越是后面的级增加得越多。各级的m Ω、a x 、i η都减小，越是前面的级m Ω和a x 减得越少，越是后面的级m Ω和a x 减得越多。各级的只与G t h ?i η成正比增大。

G 减小时各级各参数的变化规律，请同学们自行归纳。 3．调节级

只讨论全开调节汽门后的喷嘴与动叶组成的这部分调节级。当G 由设计值减小（增大) 时，背压2p 下降(升高)，0p 不变，t h ?增大(减小)。动叶为亚临界工况时，m Ω与a x 减小(增大)，i η下降，i P 正比于G t h ?i η；动叶为临界工况时，

仅m Ω与t h ?同方向增减，其它参数的变化同动叶为亚临界工况。

汽轮机各种工况TRLTHATMCRVWO等

汽轮机各种工况 T R L T H A T M C R V W O 等 文稿归稿存档编号：[KKUY-KKIO69-OTM243-OLUI129-G00I-FDQS58-

一、汽机 1．额定功率（铭牌功率TRL）是指在额定的主蒸汽及再热蒸汽参数、背压11.8KPa绝对压力，补给水率3％以及回热系统正常投入条件下，考虑扣除非同轴励磁、润滑及密封油泵等所耗功率后，制造厂能保证在寿命期内任何时间都能安全连续地在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。此时调节阀应仍有一定裕度，以保证满足一定调频等需要。在所述额定功率定义条件下的进汽量称为额定进汽量。2．最大连续功率（T－MCR）是指在1.额定功率条件下，但背压为考虑年平均水温等因素确定的背压，（设计背压）补给水率为0％的情况下，制作厂能保证在寿命期内安全连续在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。该功率也可作为保证热耗率和汽耗率的功率。保证热耗率考核工况：系指在上述条件下，将出力为额定功率时的热耗率和汽耗率作为保证，此工况称为保证热耗率的考核工况。 3．阀门全开功率（VWO）是指汽轮机在调节阀全开时的进汽量以及所述T-MCR定义条件下发电机端输出的功率。一般在VWO下的进汽量至少应为额定进汽量的1.05倍。此流量应为保证值。上述所指是由主汽轮机机械驱动或由主汽轮机供汽给小汽轮机驱动的给水泵，所需功率不应计算在额定功率中，但进汽量是按汽动给水泵为基础的，如果采用电动给水泵时，所需功率应自额定功率中减除（但在考核热耗率和汽耗率时是否应计入所述给水泵耗工，可由买卖双方确定）。 二、锅炉

汽轮机各种工况(TRL、THA、T-MCR、VWO等)

一、汽机 1．额定功率（铭牌功率TRL）是指在额定的主蒸汽及再热蒸汽参数、背压11.8KPa 绝对压力，补给水率3％以及回热系统正常投入条件下，考虑扣除非同轴励磁、润滑及密封油泵等所耗功率后，制造厂能保证在寿命期内任何时间都能安全连续地在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。此时调节阀应仍有一定裕度，以保证满足一定调频等需要。在所述额定功率定义条件下的进汽量称为额定进汽量。 2．最大连续功率（T－MCR）是指在1.额定功率条件下，但背压为考虑年平均水温等因素确定的背压，（设计背压）补给水率为0％的情况下，制作厂能保证在寿命期内安全连续在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。该功率也可作为保证热耗率和汽耗率的功率。保证热耗率考核工况：系指在上述条件下，将出力为额定功率时的热耗率和汽耗率作为保证，此工况称为保证热耗率的考核工况。 3．阀门全开功率（VWO）是指汽轮机在调节阀全开时的进汽量以及所述T-MCR 定义条件下发电机端输出的功率。一般在VWO下的进汽量至少应为额定进汽量的1.05倍。此流量应为保证值。上述所指是由主汽轮机机械驱动或由主汽轮机供汽给小汽轮机驱动的给水泵，所需功率不应计算在额定功率中，但进汽量是按汽动给水泵为基础的，如果采用电动给水泵时，所需功率应自额定功率中减除（但在考核热耗率和汽耗率时是否应计入所述给水泵耗工，可由买卖双方确定）。 二、锅炉 1.锅炉额定蒸发量，即是汽轮机在TRL工况下的进汽量。对应于：汽轮机额定功率TRL，指在额定进汽参数下，背压11.8KPa，3％的补给水量时，发电机端带

额定电功率MVA。 2.锅炉额定蒸发量，也对应汽轮机TMCR工况。对应于：汽轮机最大连续出力TMCR，指在额定进汽参数下，背压4.9KPa，0％补给水量，汽轮机进汽量与TRL 的进汽量相同时在发电机端所带的电功率MVA。 3.锅炉最大连续出力（BMCR），即是汽轮机在VWO工况下的汽轮机最大进汽量。对应于：汽轮机阀门全开VWO工况，指在额定进汽参数下，背压 4.9KPa，0％补给水量时汽轮机的最大进汽量。 注： a.汽机进汽量和锅炉蒸发量是按机组采用汽动给水泵考虑的。 b.在TMCR工况下考核汽机热耗和锅炉效率的保证值。在VWO工况下考核汽机最大进汽量和锅炉最大连续出力保证值。 c.一般说，汽机TMCR时的出力比之TRL时的出力大5％左右。汽机VWO时的进汽量比之TMCR时的进汽量多3～5％，出力则多4～4.5％。 d.如若厂用汽需用量较大时，锅炉BMCR的蒸发量考虑比汽机VWO时的进汽量再增多3％左右。 e.不考虑超压条件。 f.TMCR工况下汽机背压4.9KPa为我国北方地区按冷却水温为20℃的取值。在我国南方地区可根据实际冷却水温取值，调整为5.39KPa或更高些。 ６００ＭＷ机组 １机组热耗保证工况（ＴＨＡ工况）机组功率（已扣除励磁系统所消耗的功率）为６００ＭＷ时，额定进汽参数、额定背压、回热系统投运、补水率为０％． ２铭牌工况（ＴＲＬ工况）机组额定进汽参数、背压１１．８ＫＰa、补水率３％，

燃气轮机和内燃机发电机组性能及经济性分析

燃气轮机和内燃机发电机组性能及经济性分析 摘要：介绍燃气分布式能源系统配置。对燃气轮机、燃气内燃机发电机组性能(性能参数、变工况特性、余热特性、燃气进气压力)、经济性等进行比较。 关键词：分布式能源系统；燃气轮机发电机组；燃气内燃机发电机组；经济性 Analysis on Performance and Economy of Gas Turbine and Gas Engine Generator Units Abstract：The configuration of gas distributed energy system is introduced．The performance of gas turbine generator unit including performance parameters，variable conditions characteristics，waste heat characteristics and gas inlet pressure as well as the economy are compared with gas engine generator unit． Keywords：distributed energy system：gas turbine generator unit；gas engine generator unit；eeonomy 1概述 燃气分布式能源系统(以下简称分布系统)是指布置在用户附近，以天然气为主要一次能源，采用发电机组发电，并利用发电余热进行供冷、供热的能源系统[1-11]。主要设备包括发电机组、余热利用装置等，作为动力设备的发电机组是分布系统的关键。 分布系统通常采用的发电机组为燃气轮机发电机组(以下简称燃气轮机组)、燃气内燃机发电机组(以下简称内燃机组)。燃气轮机组是以连续流动气体为工质，将热能转化为机械能的旋转式动力设备，包括压气机、燃烧室、透平、辅助设备等，具有结构紧凑、操作简便、稳定性好等优点。在分布系统中应用的主要是发电功率范围为25～20000kW的微型、小型燃气轮机组。 内燃机组是将液体或气体燃料与空气混合后，直接输入气缸内部燃烧并产生动力的设备，是一种将热能转化为机械能的热机，具有体积小、热效率高、启动性能好等优点，发电功率范围为5～18000kW。美国不同规模分布系统的发电机组发电功率见表1[12]。

汽轮机变工况

第三章第三章汽轮机的变工况 chapter 3 The changing condition of Steam turbine 设计工况：运行时各种参数都保持设计值。 变工况：偏离设计值的工况。 经济功率：汽轮机在设计条件下所发出的功率。 额定功率：汽轮机长期运行所能连续发出的最大功率。 研究目的：不同工况下热力过程，蒸汽流量、蒸汽参数的变化，不同调节方式对汽轮机工作的影响；保证机组安全、经济运行。 第一节喷嘴的变工况 The changing condition of a nozzle 分析：喷嘴前后参数与流量之间的变化关系 一、渐缩喷嘴的变工况 The changing condition of a contracting nozzle 试验：调整喷嘴前后阀门，改变初压和背压，测取流量的变化。 （一）（一）初压P*0不变而背压P1变化 （1）（1）εn=1，P1= P*0，G=0，a-b，d （2）（2）0＜εn＜εcr，G＜G cr，a-b1-c1，1 （3）（3）εn=εcr，G=G cr，a-b2-c2，e （4）（4）ε1d＜εn＜εcr，G=G cr，a-b3-c3，3 （5）（5）εn=ε1d，G=G cr，a-c4，4 （6）（6）εn＜ε1d，G=G cr，a-c4-c5，5 列椭圆方程： （二）（二）流量网图 改变p*0可得出一系列曲线，即流量网图 横坐标：ε1= p1/p*0m； 纵坐标：βm=G/G 0m； 参变量：ε0= p*01 /p*0m p*0m、G*0m：分别为初压最大值和与之相应的临界流量的最大值。 例1：已知：p0 =9MPa ，p01 =7.2MPa，p1 =6.3MPa，p11 =4.5MPa 求：流量的变化。

第三章 汽轮机的变工况特性-第三节 配汽方式及其对定压运行机组便工况的影响

第三节 配汽方式及其对定压运行机组便工况的影响 汽轮机的配汽方式有节流配汽、喷嘴配汽与旁通配汽等多种，其中最常用的是节流配汽与喷嘴配汽两种。旁通配汽主要用在船、舰汽轮机上，故这里不作介绍。下面先介绍配汽方式，然后介绍配汽方式对定压运行机组交工况的影响。 一、节流配汽 进入汽轮机的所有蒸汽都通过一个调节汽门(在大容量机组上，为避免这个汽门尺寸太大，可通过几个同时启闭的汽门)，然后流进汽轮机，如图3．3．1(a)所示。最大负荷时，调节汽门全开，蒸汽流量最大，全机扣除进汽机构节流损失后的理想比治降)('?mac t h (见图3.3.1b)最大，故功率最大。部分负荷时，调节汽门关小，因蒸汽流量减小，且蒸汽受到节流，全机扣除进汽机构节流损失后的理想 比治降减为)(''?mac t h 故功率减小。图3．3．1(b)中0 p '表示调节汽门全开时第一级级前压力，0 p ''表示调节汽门部分开启时第一级级前压力。 节流配汽汽轮机定压运行时的主要缺点是，低负荷时调节汽门中节流损失较大，使扣除进汽机构节流损失后的理想比焓降减小得较多。通常用节流效率th η表示节流损失对汽轮机经济件的影响：

mac t mac t th h h ?' '?=)(η （3.3.1） 根据第二章全机相对内效率i η的定义，可得 th i mac t mac t mac t mac i mac t mac i i h h h h h h ηηη'=?' '?''?''?=?''?=)()()()( （3.3.2） 式中，)()(''?' '?='mac t mac i i h h η，指未包括进汽机构的通流部分相对内效率，对再热机组m ac t h ?、)(''?mac t h 、)(''?mac i h 均为高中低压缸比焓降之和。 节流效率是蒸汽初终参数和流量的函数。图3.3.2是初压0p ＝12.75MPa ，初温0t ＝565℃时，节流效率th η与背压g p 、流量比G G /1的关系曲线。只要求出 G G /1下的0P ''，若是再热机组尚需知道再热压力 1r p 、再热压损1r p ?与再热温度r t ，就可查水蒸汽图表求出th η。由图可见，在同一背压下，蒸汽流量比设计值小得越多，调节汽门中的节流越大，节流效率越低。在同一流量下，背压越高，节流效率越低。因此，全饥理想比焓降较小的背压式汽轮机，不宜 采用节值配汽。背压很低的凝汽式汽轮机，即使流量下降较多，节流效率仍降得根少。 与喷嘴配汽相比，节流配汽的优点是：没有调节级，结构比较简单，造成本较低；定压运行流量变化时，各级温度变化较小，对负荷变化适应性较好。 现代大型节流配汽汽轮机若是滑压运行则既可用于承担基本负荷， 也可用于

汽轮机各种工况(TRL、THA、T-MCR、VWO等)

1．额定功率（铭牌功率TRL）是指在额定的主蒸汽及再热蒸汽参数、背压11.8KPa 绝对压力，补给水率3％以及回热系统正常投入条件下，考虑扣除非同轴励磁、润滑及密封油泵等所耗功率后，制造厂能保证在寿命期内任何时间都能安全连续地在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。此时调节阀应仍有一定裕度，以保证满足一定调频等需要。在所述额定功率定义条件下的进汽量称为额定进汽量。 2．最大连续功率（T－MCR）是指在1.额定功率条件下，但背压为考虑年平均水温等因素确定的背压，（设计背压）补给水率为0％的情况下，制作厂能保证在寿命期内安全连续在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。该功率也可作为保证热耗率和汽耗率的功率。保证热耗率考核工况：系指在上述条件下，将出力为额定功率时的热耗率和汽耗率作为保证，此工况称为保证热耗率的考核工况。 3．阀门全开功率（VWO）是指汽轮机在调节阀全开时的进汽量以及所述T-MCR 定义条件下发电机端输出的功率。一般在VWO下的进汽量至少应为额定进汽量的1.05倍。此流量应为保证值。上述所指是由主汽轮机机械驱动或由主汽轮机供汽给小汽轮机驱动的给水泵，所需功率不应计算在额定功率中，但进汽量是按汽动给水泵为基础的，如果采用电动给水泵时，所需功率应自额定功率中减除（但在考核热耗率和汽耗率时是否应计入所述给水泵耗工，可由买卖双方确定）。 二.锅炉 1.锅炉额定蒸发量，即是汽轮机在TRL工况下的进汽量。对应于：汽轮机额定功率TRL，指在额定进汽参数下，背压11.8KPa，3％的补给水量时，发电机端带额定电功率MVA。

2.锅炉额定蒸发量，也对应汽轮机TMCR工况。对应于：汽轮机最大连续出力TMCR，指在额定进汽参数下，背压4.9KPa，0％补给水量，汽轮机进汽量与TRL 的进汽量相同时在发电机端所带的电功率MVA。 3.锅炉最大连续出力（BMCR），即是汽轮机在VWO工况下的汽轮机最大进汽量。对应于：汽轮机阀门全开VWO工况，指在额定进汽参数下，背压 4.9KPa，0％补给水量时汽轮机的最大进汽量。 注： a.汽机进汽量和锅炉蒸发量是按机组采用汽动给水泵考虑的。 b.在TMCR工况下考核汽机热耗和锅炉效率的保证值。在VWO工况下考核汽机最大进汽量和锅炉最大连续出力保证值。 c.一般说，汽机TMCR时的出力比之TRL时的出力大5％左右。汽机VWO时的进汽量比之TMCR时的进汽量多3～5％，出力则多4～4.5％。 d.如若厂用汽需用量较大时，锅炉BMCR的蒸发量考虑比汽机VWO时的进汽量再增多3％左右。 e.不考虑超压条件。 f.TMCR工况下汽机背压4.9KPa为我国北方地区按冷却水温为20℃的取值。在我国南方地区可根据实际冷却水温取值，调整为5.39KPa或更高些。 ６００ＭＷ机组 １机组热耗保证工况（ＴＨＡ工况）机组功率（已扣除励磁系统所消耗的功率）为６００ＭＷ时，额定进汽参数、额定背压、回热系统投运、补水率为０％．２铭牌工况（ＴＲＬ工况）机组额定进汽参数、背压１１．８ＫＰa、补水率３％，回热系统投运下安全连续运行，发电机输出功率（已扣除励磁系统所消耗的功率）

汽轮机各种工况TRLTHTMCRVWO等定稿版

汽轮机各种工况 T R L T H T M C R V W O等 HUA system office room 【HUA16H-TTMS2A-HUAS8Q8-HUAH1688】

一、汽机 1．额定功率（铭牌功率TRL）是指在额定的主蒸汽及再热蒸汽参数、背压11.8KPa绝对压力，补给水率3％以及回热系统正常投入条件下，考虑扣除非同轴励磁、润滑及密封油泵等所耗功率后，制造厂能保证在寿命期内任何时间都能安全连续地在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。此时调节阀应仍有一定裕度，以保证满足一定调频等需要。在所述额定功率定义条件下的进汽量称为额定进汽量。 2．最大连续功率（T－MCR）是指在1.额定功率条件下，但背压为考虑年平均水温等因素确定的背压，（设计背压）补给水率为0％的情况下，制作厂能保证在寿命期内安全连续在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。该功率也可作为保证热耗率和汽耗率的功率。保证热耗率考核工况：系指在上述条件下，将出力为额定功率时的热耗率和汽耗率作为保证，此工况称为保证热耗率的考核工况。 3．阀门全开功率（VWO）是指汽轮机在调节阀全开时的进汽量以及所述T-MCR定义条件下发电机端输出的功率。一般在VWO下的进汽量至少应为额定进汽量的1.05倍。此流量应为保证值。上述所指是由主汽轮机机械驱动或由主汽轮机供汽给小汽轮机驱动的给水泵，所需功率不应计算在额定功率中，但进汽量是按汽动给水泵为基础的，如果采用电动给水泵时，所需功率应自额定功率中减除（但在考核热耗率和汽耗率时是否应计入所述给水泵耗工，可由买卖双方确定）。 二、锅炉 1.锅炉额定蒸发量，即是汽轮机在TRL工况下的进汽量。对应于：汽轮机额定功率TRL，指在额定进汽参数下，背压11.8KPa，3％的补给水量时，发电机端带额定电功率MVA。

变工况操作及其对制氩系统工况的影响(精)

变工况操作及其对制氩系统工况的影响 摘要：简介液体空分设备变工况操作的要点以及变工况操作对制氩系统工况的影响；并阐述了变工况操作时氮塞发生的原因，调整手段及预防措施。 关键词：变工况操作；制氩系统；氮塞 前言 气体市场对空分产品的需求是动态的，随着销售区域产业结构的变化，对液氧、液氮、气氧和气氮等产品的需求比例也在发生变化。为满足不同客户群体不同时期对产品的需求，更好地适应不断变化的市场，有些设计、开发的空分设备，具有变工况能力。针对市场需求的变化，对生产负荷和液氧、液氮生产比例进行调节。变工况操作是一项比较复杂的空分工况调节，操作不当，极易造成产品纯度、供气压力波动。尤其对带制氩系统的空分设备，稍有不慎，就会引起制氩系统工况波动，轻者减产，严重时还会发生氮塞。 1 变负荷操作及其对制氩系统的影响 1.1 变负荷操作 空分设备的变负荷操作，主要指加工空气量的变化，包括加负荷操作和减负荷操作两个主要方面。无论向哪个方向调整，在具体实施过程中，都应该缓慢进行，稳中求变，尤其对于现场供气装置，不可操之过急，否则会使工况产生波动，影响产品质量和供气压力。调整过程中为保持系统工况的相对稳定，负荷的调整是通过若干次加、减量来完成的。究竟每次加减量以多少为宜，要根据装置不同，灵活掌握一般每次加减量控制在设备加工空气量的0.5% ～1%范围内，以主塔物料纯度不发生较大的波动为原则。另外，还要注意加量的时间间隔，例如：每5min 加一次，或每3min 加一次。但必须满足在下一次加量前，空分设备已充分消化了上一次加量从空压机、增压机、膨胀机、主塔液体节流阀、制氩系统到气液态产品取出、输出值已经达到设定值要求，且气氧、液氧、压力氮、低压氮、氩馏分和精氩等主要分析指标不产生较大波动。为确保产品纯度不产生较大波动，加量时一般采取从空压机到制氩系统由前向后的顺序，减量时则相反。在调整过程中，可以充分利用系统DCS提供的产品纯度分析趋势记录。由于纯度检测本身滞后比较严重，操作员可以根据变化的趋势，对操作幅度做相应的调整。理想的加、减量操作，各流量趋势图是一条平滑的上升或下降的直线。 1.2 变负荷操作对制氩系统的影响 在变负荷操作过程中，上塔液氮、液空回流量，气氧、气氮取出量和氩馏分抽取量都会发生变化，对制氩系统的影响十分明显。众所周知，氩在上塔分布是有规律的。在上塔提馏段（液空进料口以下）形成一个富氩区，最高氩含量可达到15% 。但由于此处氮含量较高，

第三章 汽轮机的变工况特性-第一节 喷嘴的变工况特性

第三章 汽轮机的变工况特性 汽轮机的热力设计就是在已经确定初终参数、功率和转速的条件下，计算和确定蒸汽流量，级数，各级尺寸、参数和效率，得出各级和全机的热力过程线等。汽轮机在设计参数下运行称为汽轮机的设计工况。由于汽轮机各级的主要尺寸基本上是按照设计工况的要求确定的，所以一般在设计工况下汽轮机的内效率达最高值，因此设计工况也称为经济工况。 汽轮机运行时所发出的功率，将根据外界的需要而变化，汽轮机的初终参数和转速也有可能变化，从而引起汽轮机的蒸汽流量和各级参数、效率等变化。汽轮机在偏离设计参数的条件下运行，称为汽轮机的变工况。 ， 汽轮机工况变动时，各级蒸汽流量、压力、温度、比焓降和效率等都可能发生变化，零、部件的受力、热膨胀和热变形也都有可能变化。为了保证汽轮机安全、经济地运行，就必须弄清汽轮机的变工况特性。 电站汽轮机是固定转速汽轮机，限于篇幅，这里仅讨论等转速汽轮机的变工况。主要讨论蒸汽流量变化和初终参数变化时的变工况，其中也就包含了功率变化问题。汽轮机变工况是以级的交工况和喷嘲、动叶的变工况为基础的，因此，必须首先介绍喷嘴、动叶的变工况。 第一节 喷嘴的变工况特性 缩放嘴嘴的交工况已由流体力学介绍道了，其中一个重要概念，就是缩放喷嘴背压逐渐高于设计值时，将先在喷嘴出口处，后在喷嘴渐放段内产生冲波(或称激波)。超音速汽流经过冲波，流速大为降低，损失很大。所以，缩放喷嘴处于背压高于设计值的工况下运行时效率很低。 缩放喷嘴的速度系数?与压比n ε、膨胀度f 的关系如图3．1．1所示。膨 胀度c n A A f =，表示缩放喷嘴出口而积n A ，与喉部临界截面而积c A 之比。每条 曲线上?最高的点(图示a,b,c,d)是该缩放喷嘴的设计工况点。由图可见，缩放喷嘴设计压比n ε越小，膨胀度f 越大，而f 越大的缩放喷嘴在实际压比1n ε增大时， ?降得越多，因而喷嘴效率也降得越多。

汽轮机变工况课程设计

《汽轮机原理》课程设计 一、目的及任务 汽轮机课程设计是对在汽轮机课程中所学到的理论知识的系统总结、巩固和加深，要求掌握汽轮机热力计算及变工况下热力计算的原则、方法和步骤。 课程设计的任务是针对200MW 或300MW 汽轮机额定功率的50%、55%、60%、65%、70%、75%、80%、85%、90%、95%工况，首先计算并绘制出调节级特性曲线、而对调节级进行变工况热力计算，再对其余压力级进行变工况热力计算，同时求出各级的内功率、相对内效率等全部特征参数，并与设计工况作对比分析。 二、内容及要求 1、变工况进汽量估算过程。 2、做出所有压力级变工况计算的汇总表，并把调节级、以及其它级中任一级的详细热力计算过程书面写出。 3、绘出整机中各级热力过程线，同时绘出各级速度三角形。 三、设计步骤 3.1 汽轮机变工况进汽量D 0的初步估算 D 0=3600P e m /()mac t ri g m h D ηηη?+?（kg/h ） 式中，P e 为变工况功率（kW ）。 △h t mac 为汽轮机整机理想比焓降，对于本设计采用中间再热的汽轮机，中压缸入口状态点应按再热后温度计算。 m 为考虑回热抽汽进汽量增大的系数，其与回热级数、给水温度及机组参数和容量有关，通常取m =1.15-1.25，对于本设计200MW 、300MW 汽轮机，取m =1.19-1.22。 △D 为考虑前轴封及阀杆漏汽以保证发出经济功率的蒸汽裕量，通常△D =(3-5)%D 0（kg/h ）。 机组的整机相对内效率ηri 、发电机效率ηg 和机械效率ηm 的选取，参考同类型、同容量的汽轮发电机组。 由于整机相对内效率ηri 取决于汽轮机内部各项损失，这些损失又与蒸汽流量及通流部分的几何参数有关，因此只能初步估计（ηri ），求出进汽量后进行变工况试算，试算完成后再进行校核。 表1 汽轮发电机组的各种效率范围

第三章 汽轮机的变工况特性-第七节 初终参数变化对汽轮机工作的影响

第七节 初终参数变化对汽轮机工作的影响 一、初终参数变化过大对安全性的影响 1．蒸汽初压0p 、再热压力r p 变化过大对安全性的影响 1 ) 初温不变，初压升高过多，将使主蒸汽管道、主汽门、调节汽门、导管及汽缸等承压部件内部应力增大。若调节汽门开度不变，则0p 增大，致使新汽比容减小、蒸汽流量增大、功率增大、零件受力增大。各级叶片的受力正比于流量而增大。特别是末级的危险性最大，因为流量增大时末级比治、焓降增大得最多，而叶片的受力正比于流量和比焓降之积，故对应力水平已很高的末级叶片的运行安全性可能带来危险。第一调节汽门刚全开而其他调节汽门关闭时，调节级动叶受力最大，若这时初压0p 升高，则调节级流量增大，比焓降不变，叶片受力更大，影响远行安全性。此外，初压0p 升高、流量增大还将使轴向推力增大。 因此未经核算之前，初压 0p 不允许超过制造厂规定的高限数值。我国姚孟 电厂的法国阿尔斯通生产的亚临界320MW 汽轮机规定初压 0p 应小于等于l05％ 额定值。当达到l05％额定韧压时，高压旁路调节阀自动开启，通过旁路排汽降低汽轮机的 0p 。如果旁路投入后0p 仍不能降低，则只允许0p 瞬时超过l05％额 定汽压，但不能超过112％额定汽压。同理，再热蒸汽压力Pr 也不能超过制造厂规定的高限数值。 2 ) 初温0t 不变、初压0p 降低一般不会带来危险。如滑压运行时0p 的下降，并未影响安全。然而P 。降低时，若所发功率不减小，甚至仍要发出额定功率，那么必将使全机蒸汽流量超过额定值，这时若各监视段压力超过最大允许值，将使轴向推力过大，这是危险的，不能允许的。因此蒸汽初压P 0降低时，功率必须相应地减小。对于 0p =8.83MPa 的高压机组，即使0p 降到3.0MPa ，也不会使 凝汽式机组的排汽过热，也就不会使汽缸和凝汽器过热 2．蒸汽初温0t 和再热汽温r t 变化过大对安全性的影响 1) 0p 与r p 不变，0t 与r t 升高将使锅炉过热器和再热器管壁，新汽和再热

【专业资料】汽轮机试验各工况的解释

汽轮机试验各工况的解释 作为汽轮机试验的从业人员，一开始对汽轮机各工况如TRL、TMCR、THA、VWO工况是不太清楚的，工作几年以后，实践出真知，自然十分清晰了。我下面以最通俗的说法解释这几个工况的含义和意义。希望看完文档后，能有恍然大悟的感觉。 （1）THA工况 THA是turbine heat acceptance的缩写。汽轮机考核工况，用于汽轮机性能的验收和评价。在汽轮机额定功率（发电量）下，额定排汽压力下（全年平均背压），额定进汽参数下，无补水时机组的热耗率。此工况即为THA工况，也称验收工况。 解释完THA工况，才有资格再去看TRL和TMCR工况。 （2）TRL工况 TRL是turbine rated load的缩写（锅炉TRL蒸发量对应）。汽轮机排汽压力和环境温度有很大关系，若排汽压力升高，机组主汽流量必然增大。对汽轮机、锅炉的安全性都有影响。此工况目的在于考核机组夏季炎热时候，机组是否具备发出额定功率的能力。 TRL工况要求在额定进汽参数下，机组高背压（湿冷机组11.8kPa，空冷机组33kPa）下，补水率3%，额定进汽参数条件下，机组发额定功率时的热耗率。 请注意，此时TRL对应的主汽流量比THA工况下高出不少。 （3）TMCR工况 TMCR为turbine maximum continue rate的缩写。与TRL工况、锅炉BRL 工况对应。汽轮机最大连续运行工况。TMCR工况为TRL进汽流量下，THA工况背压下，在额定进汽参数下，机组的热耗率。额定进汽参数条件下，无补水机组的热耗率。 注意，TMCR工况下，机组的功率高出THA和TRL不少。 （4）VWO工况 VWO是valve wide open的缩写。所有阀门全开工况。与锅炉BMCR工况对应。汽轮机在锅炉最大蒸发量下，机组在额定进汽参数，额定排汽压力，无补水时机组的热耗率。VWO工况除进汽流量与THA不同外，其他参数条件要求与THA 一致。 锅炉侧工况比较简单，一般只记住额定和最大两个工况即可，百度上介绍的一般没有问题。 ——光辉岁月1661制作

燃气轮机性能分析报告3——透平特性的计算

动力与能源工程学院 燃气轮机性能分析 （报告三） 学号： 专业：动力机械及工程 学生姓名： 任课教师： 2010年4月

透平特性的计算 一、透平特性计算的意义 目前，燃气轮机已广泛应用于航空、船舶、发电等诸多领域，提高燃气轮机的性能已成为人们关注的焦点。透平变工况通常是指转速、入口压力、温度以及出口压力的变化。上述参数的变化将会导致级间热降的重新分配、速度三角形的变化以及流动损失的改变，最终引起涡轮级综合参数(流量、效率以及功率)的变化。 讨论变工况可以更好的了解已设计好的透平在工况变动时性能的变化(如功率、效率、扭矩等)和各参数的变化规律。使运行时能情况明了。一个好的透平，应该在设计工况和变工况下都是工作良好的。在设计时，就要预先考虑变工况的性能，对于变工况运行时间较长的机组，尤其要注意到这点。工况变动的多少，要视具体任务而定。如机车的燃气轮机，在拖动平原地区长途特快客车时，工况就变得少，如果是站内调度车厢之用，工况就变动得多。此外，讨论透平变工况还可以为整个装置的变动工况计算及调节控制系统设计提供必要的数据。 二、特性线获取的方法概述 变工况特性曲线的决定方法分实验和计算两种。实验法可以得到比较准确的数据，也是校核计算法是否准确的客观标准。但实验法要有一定的设备和消耗，在机器未制造出来以前，也无法进行。整台透平试验，要有足够大的风源，只有专门的科研生产机构才能实现。当然，也可根据相似原理，做缩小比例的模型试验，此时就要做模型。总之，试验费用是昂贵的。实验法是好，但不易办到。计算法虽准确度差点，却容易实观。 计算的方法较多，把用经验公式或类似机组的比拟方法除外，则现存的计算法基本原理都差不多。把透平看成一个流道，以平均直径处基元级代替级，在各轴向间隙(即前述之特征截面)处满足基本方程(即连续方程、能量方程、运动方程和状态方程)，就可推算出各不同相似准则数下(如膨胀比和折合转速)，其它准则数(如效率、折合流量等)为多少。各种方法的不同大致是由计算时选用的叶栅损失模型、简化假定和计算技巧不同造成的。一般地说，所作假定越符合实际，计

汽轮机原理习题(作业题答案)

第一章 级的工作原理 补 1. 已知某喷嘴前的蒸汽参数为p 0=3.6Mpa ，t 0=500℃，c 0=80m/s ，求：初态滞止状态下的音速和其在喷嘴中达临界时的临界速度c cr 。 解: 由p 0=3.6Mpa ，t 0=500℃查得: h 0=3349.5; s 0=7.1439 0002 1 c h h h ?+ =* =3349.5+3.2=3452.7 查得0*点参数为p 0* =3.6334；v 0*=0.0956 ∴音速a 0*=* 0*0v kp =671.85 (或a 0*=* 0kRT =681.76 ; 或a 0*=* 0)1(h k *-=1017.7) c cr = * *1 2a K +=626.5 12题. 假定过热蒸汽作等熵流动,在喷嘴某一截面上汽流速度c=650m/s ，该截面上的音速a=500m/s ，求喷嘴中汽流的临界速度 c cr 为多少？。 解: 2222) 1(212112121cr cr cr cr cr cr c k k c v p k k c h c h -+=+-=+=+ )2 1 1(1)1(222c k a k k c cr +-+-=∴=522 23题. 汽轮机某级蒸汽压力p 0=3.4Mpa ，初温t 0=435℃，该级反动度Ωm =0.38，级后压力p 2=2.2Mpa ，该级采用减缩喷嘴，出口截面积A n =52cm 2，计算： ⑴通过喷嘴的蒸汽流量 ⑵若级后蒸汽压力降为p 21=1.12Mpa ，反动度降为Ωm =0.3，则通过喷嘴的流量又是多少？ 答:1):17.9 kg/s; 2):20.5kg/s

变工况核算

第二章 变工况核算 §3.1变工况调节级详细计算 90%工况 汽轮机进汽量 设 1.15=m ，机械效率0.98=ηm ，发电机效率0.98=ηg ，汽轮机漏汽量 003%D =D △，设计功率45MW =P el ,则： 167.81t/h = 0.03D +0.98)×0.98×1.745000/(119×3.6=)/(6.30 0h t D m P D g m i e ?+?H = ηη 通过全部气门的流量 t/h 878.8910.982186.46 Gt c == = β G 第一个汽门全开时： t/h 727.6555799 * 878.891c1=+++=G 第二个汽门全开时： t/h 121.5155797 * 878.891c2=+++=G 第三个汽门全开时： t/h 515.3655795 * 878.891c3=+++=G 第四个汽门全开时： t/h 515.3655795 * 878.891c4=+++=G 取通过第一、二、三个汽门全开 第四汽门开启 t/h 066.13c4=G 3.1.1、喷嘴部分的计算 （1）、调节级进汽量 s kg G G G v T /23.462887.181.1670=-=?-=

则调节级喷嘴流量 s kg h t G G T n /23.46/428.166' === （2）、反动度075.0=Ωm （3）、调节级理想焓降0 t h ? 根据设计负荷中的MPa p T 32.80=，C t T ?=13.5330 ，kg kJ h T /75.34760=，s kg G n /13.48=，)/(8402.60C kg kJ s T ??=，kg m v T /0419247.030 =，p 1=6.2141MPa 和 等比熵膨胀过程得 变工况后的喷嘴出口压力MPa G G p p n n 9687.513.4823.462141.6' 1' 1 =?== 由MPa p T 32.80=，C t T ?=13.5330，MPa p 9687.5' 1=，0n 0T 1t Δh -h =h 查h-s 图得 kg kJ h h h t T n /45.11330.336375.347610 0=-=-=? 则kg kJ h h m n t /123075.0145 .11310 0=-=Ω-?=? （4）、喷嘴出口汽流速度 s m h c n t /34.476100045.113220 1=??=?= s m c c t /0.46234.47697.011=?==? （5）、喷嘴压比 546.0717.032.89687 .501=>=== nc T n p p εε 由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用减缩喷嘴，选取喷嘴型号为TC-1A 、α=12.9°、sin α1=0.2606. （6）、级的圆周速度s m u /7.170= （7）、喷嘴损失 δh n =（1-?2）Δh 0n =（1-0.972）×113.45=6.705kJ/kg

赵润泽—汽轮机变工况的研究

昌吉学院论文（设计）分类号：本科毕业论文（设计）密级： 汽轮机变工况的研究 系院物理系 学科门类工学 专业能源工程及自动化 学号 1225862040 姓名赵润泽 指导教师王刚前 教师职称 年月日

毕业论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果或作品。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名：赵润泽 年月日 毕业论文版权使用授权书 本毕业论文作者完全了解学院有关保存、使用毕业论文的规定，同意学院保留并向有关毕业论文管理部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权本学院及以上级别优秀毕业毕业论文评选机构将本毕业论文的全部或部分内容编入有关数据库以资检索，可以采用复印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本毕业论文。 声明人签名：导师签名：王刚前 年月日年月日

昌吉学院2102届本科毕业论文（设计） 一、摘要 汽轮机的发明及应用对现代工业的发展有着卓越的贡献，也是现代火力电厂中使用最广泛的原动机。随着国家能源体系结构的不断变化，汽轮机在社会推动各部门经济的发展具有重大的影响。汽轮机主要是以锅炉蒸汽为动力来源，依次经过一系列内部环形配置的喷嘴和汽轮机的动叶，将蒸汽的热能通过转化成为机械功的旋转机械设备。汽轮机在额定出力下的工作状况称为理想工况或设计工况，但是汽轮机在实际的运行过程中，汽轮机的设计工况将根据外界的需求而变化，汽轮机的初始参数值和转速值也有可能变化，这些均会引起汽轮机内部各项参数及零部件受力情况的变化，从而影响汽轮机的经济，安全的运行要求，这种情况与设计条件不相符合的运行工作状况称为汽轮机的非设计工况或变工况。结合实习经历，分析华电新疆昌吉热电厂二期125MW汽轮机的运行工况，分别从汽轮机变工况所涉及到的渐缩喷嘴和级内这两方面展开讨论及认识，分析工况变化时对汽轮机性能的影响，改善机组变工况时的性能，保证汽轮机在变工况下能安全、经济地连续运行。 关键词：汽轮机变工况喷嘴安全经济

第三章 汽轮机的变工况特性-第二节 级与级组的变工况特性

第二节 级与级组的变工况特性 在了解喷嘴与动叶的变工况特性后，就可分析级与级组的变工况特性。 一、级内压力与流量的关系 分级内为临界工况与亚临界工况两种情况来讨论。 1．级内为临界工况 级内的喷嘴叶栅或动叶栅两者之一的流速达到或超过临界速度，就称该工况为级的临界工况。。 1)级的工况变化前后喷嘴流速均达到或超过临界值时，不论动叶中流速是否达到临界值，此级的流量与滞止初压或初压成正比，与滞止初温或初温的平方根成反比，即 01 001 01 0000 01 1T T P P T T P P G G c == （3.2.1） 若不考虑温度变化，则 00100 011p p p p G G C c == （3.2.2） 2）级的工况变化前后喷嘴流速均未达到临界值而动叶内流速均达到或超过临界值时，只要采用动叶的相对热力参数，喷嘴变工况的结论都可用在动叶上，故 11 1 111 11 0101 011 1T T P P T T p p G G c c == （3.2.3） 若不考虑温度变化，则 11101 111p p p p G G c c == （3.2.4） 若冲动级动叶顶部采用曲径汽封，则叶顶漏汽量极小，漏汽效率近于[]491，其他情况下叶顶漏汽也不大。为了简化，可以认为喷嘴流量等于动叶流量，这时喷嘴在设计工况和变工况下的连续方程可写成 c n n G p A μ=

1c n n G p A μ=由于喷嘴在设计工况和变工况下处于亚临界工况，故斜切部分没有偏转，喷嘴出口面积n A 不变。将上两式相比后代入式(3．2．3)得 1c c G G == ≈对于动叶处于临界工况的凝汽式汽轮机末级是可行的， 例如流量增大20％时，其误差小于0.24％。则上式变为 01 01 0010000 01 1T T P P T T p p G G c c == （3.2.5） 若不考虑温度变化的影响，则 00100 011p p p p G G c c == （3.2.6） 可见级处于临界工况时，级的流量与滞止初压或初压成正比，与滞止初温或初温的平方根成反比；若不考虑温度变化，则流量只与滞止初压或初压成正比。 2．级内为亚临界工况 若级内喷嘴和动叶出口汽流速度均小于临界速度，则称该级工况为亚临界工况。这时级的喷嘴出口连续方程为 t n n t c A Gv 11μ= 设00c ≈，则1t c = n n G A μ?= ? （3.2.7） 式(3．2．7)括号中的数值表示级的反动度为零时流过该级喷嘴的流量'G ， 这时喷嘴出口理想比容' 2t v 是由状态点0p 、0t 等比嫡膨胀到2p 的比容。若这时喷 嘴出口速度仍小于临界值，则全级肯定是亚临界工况，那么 '0.648c G G A β== 代入式(3.2.7)得设计工况为亚临界工况的流量方程：

汽轮机各种工况简介

汽轮机各种工况简介 工况, 简介, 汽轮机 1。额定功率（铭牌功率TRL）是指在额定的主蒸汽及再热蒸汽参数、背压11.8KPa绝对压力，补给水率3％以及回热系统正常投入条件下，考虑扣除非同轴励磁、润滑及密封油泵等所耗功率后，制造厂能保证在寿命期内任何时间都能安全连续地在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。此时调节阀应仍有一定裕度，以保证满足一定调频等需要。在所述额定功率定义条件下的进汽量称为额定进汽量。 2。最大连续功率（T－MCR）是指在1.额定功率条件下，但背压为考虑年平均水温等因素确定的背压，（设计背压）补给水率为0％的情况下，制作厂能保证在寿命期内安全连续在额定功率因素、额定氢压（氢冷发电机）下发电机输出的功率。该功率也可作为保证热耗率和汽耗率的功率。保证热耗率考核工况：系指在上述条件下，将出力为额定功率时的热耗率和汽耗率作为保证，此工况称为保证热耗率的考核工况。 3.阀门全开功率（VWO）是指汽轮机在调节阀全开时的进汽量以及所述T-MCR定义条件下发电机端输出的功率。一般在VWO下的进汽量至少应为额定进汽量的1.05倍。此流量应为保证值。上述所指是由主汽轮机机械驱动或由主汽轮机供汽给小汽轮机驱动的给水泵，所需功率不应计算在额定功率中，但进汽量是按汽动给水泵为基础的，如果采用电动给水泵时，所需功率应自额定功率中减除（但在考核热耗率和汽耗率时是否应计入所述给水泵耗工，可由买卖双方确定）。 二.锅炉 1.锅炉额定蒸发量，即是汽轮机在TRL工况下的进汽量。对应于：汽轮机额定功率TRL，指在额定进汽参数下，背压11.8KPa，3％的补给水量时，发电机端带额定电功率MVA。 2.锅炉额定蒸发量，也对应汽轮机TMCR工况。对应于：汽轮机最大连续出力TMCR，指在额定进汽参数下，背压4.9KPa，0％补给水量，汽轮机进汽量与TRL的进汽量相同时在发电机端所带的电功率MVA。 3.锅炉最大连续出力（BMCR），即是汽轮机在VWO工况下的汽轮机最大进汽量。对应于：汽轮机阀门全开VWO工况，指在额定进汽参数下，背压 4.9KPa，0％补给水量时汽轮机的最大进汽量。注：a.汽机进汽量和锅炉蒸发量是按机组采用汽动给水泵考虑的。 b.在TMCR 工况下考核汽机热耗和锅炉效率的保证值。在VWO工况下考核汽机最大进汽量和锅炉最大连续出力保证值。 c.一般说，汽机TMCR时的出力比之TRL时的出力大5％左右。汽机VWO 时的进汽量比之TMCR时的进汽量多3～5％，出力则多4～4.5％。 d.如若厂用汽需用量较

汽轮机变工况计算

火电厂环境保护思考题 一、我国现行的火电厂污染物排放标准有哪些？大气污染物排放标准中队哪几类污染物做了限制性的规定，限制值分别为多少？ 本标准规定了火电厂大气污染物排放浓度限值、监测和监控要求，以及标准的实施与监督等相关规定。 本标准适用于现有火电厂的大气污染物排放管理以及火电厂建设项目的环境影响评价、环境保护工程设计、竣工环境保护验收及其投产后的大气污染物排放管理。 污染物排放控制要求 1.、自2014年7月1日起，现有火力发电锅炉及燃气轮机组执行表1规定的烟尘、二氧化硫、氮氧化物和烟气黑度排放限值。 2.、自2012年1月1日起，新建火力发电锅炉及燃气轮机组执行表1规定的烟尘、二氧化硫、氮氧化物和烟气黑度排放限值。 3、自2015年1月1日起，燃烧锅炉执行表1规定的汞及其化合物污染物排放限值。 表 1 火力发电锅炉及燃气轮机组大气污染物排放浓度限值单位：mg/m3（烟气黑度除外） 在现有火力发电锅炉及燃气轮机组运行、建设项目竣工环保验收及其后的运行过程中，负责监管的环境保护行政主管部门，应对周围居住、教学、医疗等用途的敏感区域环境质量进行监测。建设项目的具体监控范围为环境影响评价确定的周围敏感区域；未进行过环境影响评价的现有火力发电企业，监控范围由负责监管的环境保护行政主管部门，根据企业排污的特点和规律及当地的自然、气象条件等因素，参照相关环境影响评价技术导则确定。地方政府应对本辖区环境质量负责，采取措施确保环境状况符合环境质量标准要求。 不同时段建设的锅炉，若采用混合方式排放烟气，且选择的监控位置只能监测混合烟气中的大气污染物浓度，则应执行各时段限值中最严格的排放限值。 二、电厂锅炉产生的大气污染物主要有哪些？简述GB13223-2003《火电厂大气污染物排放标准》的主要内容？ 大气污染物主要有：烟尘，二氧化碳，氮氧化物，硫化物，等。 主要内容：本标准适用于使用单台出力65t/h以上除层燃炉、抛煤机炉外的燃煤发电锅炉；各种容量的煤粉发电锅炉；单台出力65t/h以上燃油、燃气发电锅炉；各种容量的燃气轮机组的火电厂；单台出力65t/h以上采用煤矸石、生物质、油